基于泵阀协调控制的电液位置伺服节能控制研究*

刘 华，汪成文,2*，赵 斌,2

(1.太原理工大学 机械与运载工程学院，山西 太原 030024; 2.浙江大学 流体动力与机电系统国家重点实验室，浙江 杭州 310058)

0 引 言

因具有功率密度大、响应速度快、控制精度高等特点，阀控系统已被广泛应用于航空航天、兵器、机床、机器人、工程机械等众多领域[1-4]。传统阀控系统通过控制阀芯的位移，耦合调节进油口和出油口节流面积，达到控制作动器速度或位置的目的。

虽然传统阀控系统具有结构简单、控制方便、鲁棒性强等优点，但是进出油口联动节流也导致阀口存在较大的节流损失，增加了系统能耗。

针对该问题，文献[5-6]提出了进出口独立调节技术，利用多个阀组成的进出口独立阀组，消除了进出油口联动控制，实现了进出油口的独立控制。进出口独立技术增加了控制自由度，使得系统控制更加灵活。文献[7]使用两个Valvistor阀实现了作动器速度和压力的复合控制；文献[8]使用5个二位二通阀和鲁棒自适应算法实现了速度和压力的复合控制；文献[9]在进出口独立调节系统中增加了对泵出口压力的控制，通过调节比例溢流阀的设定压力实现了负载敏感功能，降低了进油口节流损失；并且采用了计算流量反馈方法控制作动器的速度，采用了开环控制作动器背压腔的压力；文献[10]通过电比例变排量泵实现了负载敏感功能，进一步减少了系统的溢流损失；并且在压力环上采用了闭环压力反馈的控制方式。但上述研究主要集中于速度伺服系统的控制回路和控制方法上。

为了对阀控位置伺服系统进行节能控制，笔者提出协调控制泵的转速和进出阀开口的节能控制系统，并且在压力环上设计前馈反馈控制器，以期在保证系统控制效果的前提下，实现阀控位置伺服系统的节能控制。

1 泵阀协调控制系统工作原理

1.1 系统组成

泵阀协调系统原理如图1所示。

图1 泵阀协调系统原理图

图1中，该系统由进出口独立控制子系统和泵控子系统组成。其中，进出口独立控制子系统包括伺服阀1、伺服阀2、作动器、位置传感器、压力传感器；泵控子系统包括伺服电机、定量泵、压力传感器。

从职能分工的角度分析，进出口独立控制子系统通过控制两个伺服阀的阀芯位移，实现作动的位置和压力复合控制，降低系统的能耗和提高系统的稳定性；泵控子系统通过控制泵的转速按需为系统提供流量和压力。

1.2 节能控制策略

泵阀协调控制系统有3个可控元件，可提高系统的灵活性。因此可以根据作动器所处的工况，选择相应的控制策略，来提高系统能效和改善系统动态性能。根据作动器负载力方向和运动方向，可以将作动器分为4种工况：阻抗伸出、阻抗缩回、超越伸出、超越缩回。

下面作具体分析：

(1)在阻抗模式下，负载力阻碍作动器运动。为降低阀口节流损失，提高系统能效，此时的控制策略为：调节进油阀阀芯位移，实现作动器位置控制；调节出油阀的阀芯位移，控制出油腔的压力在较低值，减少出油口节流损失；调节伺服电机的转速，控制泵出口的压力，使得泵出口压力始终比进油腔压力高一个定值，实现负载敏感功能，减少进油口的节流损失；

(2)在超越模式下，负载协助作动器运动。为降低阀口节流损失以及提高系统稳定性，此时的控制策略为：调节出油阀阀芯位移，控制作动器位移；进油阀全开，最小化进油阀的节流损失；调节泵的转速直接控制进油腔的压力在较低值，避免产生气穴。

4种工况下，控制元件的工作模式分别如表1所示。

表1 控制元件工作模式

1.3 工况判断

系统实际工作时，首先根据位移指令信号和实际位移信号，就可以判断执行器是伸出或者缩回；在此基础上，再比较作动器的两腔压力的大小，就可以确定系统的所处工况。

2 泵阀协调控制系统数学模型

作动器输出力与负载力平衡方程为：

(1)

假设伺服阀的频率响应远高于作动器工作频率，则可以将伺服阀动态简化成比例环节[11]，即：

xvi=kviui(i=1,2)

(2)

式中：xv1，xv2—伺服阀的阀芯位移；u1，u2—伺服阀的输入信号；kv1，kv2—伺服阀的增益。

(3)

式中：Cd1，Cd2—伺服阀的流量系数；ω1，ω2—伺服阀的面积梯度；ρ—液压油密度；Q1，Q2—液压缸两腔的流量；Ps，Pr—供油压力和回油压力；u1，u2—伺服阀的输入信号。

忽略作动器的泄漏，则作动器两腔动态方程可表示为：

(4)

式中：V1，V2—液压缸两腔的容积；βe—油液体积弹性模量。

假设电机的频响远高于作动器的工作频率，则可以将电机的动态简化成比例环节[12]，即：

ωp=kpu3

(5)

式中：u3—伺服电机的输入信号；kp—电机的转速增益。

定义Qin=S(xd-xp)Q1+S(xp-xd)Q2，其中：Qin—流入伺服阀的流量。

假设泵控子系统的响远高于作动器的工作频率，忽略泵内部机械动态，则泵出口压力动态方程可表示为：

(6)

式中：Vp—液压泵的容积；Dp—定量泵的排量；Ql—液压泵泄漏的流量;Qin—流入伺服阀的流量；u3—伺服电机的的输入信号。

根据式(1～5)可以得到泵阀协调系统的控制框图，如图2所示。

图2 泵阀协调控制系统方框图

从图2中可以看出，泵阀协调控制系统为强耦合的多输入多输出系统；其具体表现为：泵输出的压力和流入伺服阀流量存在着耦合关系，而且泵两腔的压力也和活塞速度耦合在一起。

3 前馈反馈控制

3.1 前馈反馈控制原理

前馈反馈控制是在原有闭环反馈的基础上加入了前馈控制，即通过前馈控制器来实现扰动的抑制。这种控制的优点是既有前馈控制来补偿主要扰动，又有闭环反馈抑制其他的扰动。

另外，闭环反馈的存在也会降低对前馈控制器的要求。

3.2 前馈-反馈控制器设计

3.2.1 阻抗工况控制器设计

由前文的分析可知，阻抗伸出和阻抗缩回时系统采取相同的控制策略，均为进油阀控制作动器的位置，出油阀控制出油腔的压力，伺服电机控制泵出口压力，实现负载敏感功能。因此，笔者以阻抗伸出为例，详述阻抗工况下系统的控制原理，然后直接给出阻抗伸出时的控制律。

阻抗伸出时，左腔进油，右腔回油，伺服阀1工作在左位，控制作动器的位置；伺服阀2工作左位，控制右腔的压力；伺服电机调节泵的转速，控制泵出口压力始终比左腔压力高一个定值。

阻抗伸出时系统控制原理如图3所示。

图3 阻抗伸出时系统控制原理

位置控制器通过位置传感器，测得实际位移信号和指令位移，实现位置闭环反馈。

(1)伺服阀1的控制信号为：

(7)

式中：ex—负载实际位置和期望位置的误差。

从式(4)可以看出，右腔压力控制过程中的主要干扰为活塞速度变化。因此，在压力闭环反馈的基础上，笔者增加了速度前馈，来补偿速活塞度变化对右腔压力控制的影响。

(2)伺服阀2的控制信号为：

(8)

式中：ep2—右腔实际压力和期望压力的误差；v—实际位置信号经跟踪微分器计算得到的速度信号；p2d—右腔压力指令信号。

从式(6)可以看出，泵出口压力控制过程的主要干扰为流入伺服阀流量的变化。因此，在闭环压力反馈的基础上，笔者增加了流量前馈，来补偿阀口流量变化对泵出口压力控制的影响。

流量信号根据阀1的压差指令和伺服阀1的输入信号带入阀口节流公式计算获得。

伺服电机的控制律为：

(9)

式中：eps—泵出口实际压力和期望压力的误差；Δpsd—进油口压差指令信号；u1—伺服阀1输入信号。

同理，可分别得到阻抗缩回时各控制元件的控制律：

(10)

式中：p1d—左腔压力指令信号；ep1—左腔实际压力和期望压力误差。

(11)

(12)

3.2.2 超越工况控制器设计

由前文的分析可知，超越伸出和超越缩回时采取相同的控制策略，均为出油阀控制作动器的位置，进油阀全开，伺服电机直接控制进油腔的压力。因此，笔者以超越缩回为例，详述超越工况下系统的控制原理，然后直接给出超越伸出时的控制律。

超越缩回时，左腔进油，右杆腔回油，伺服阀1工作在右位，控制作动器的位置；伺服阀2工作右位，最大开口，伺服电机直接控制右腔的压力。

超越缩回时系统控制原理如图4所示。

图4 超越缩回时系统控制原理

位置控制器通过位置传感器测得实际位移信号和指令位移，实现位置的闭环反馈。

伺服阀1的控制律为：

(13)

在压力闭环反馈的基础上，右腔压力控制增加了速度前馈，来补偿速度变化对右杆腔压力控制的影响。

伺服电机的控制律为：

(14)

同理，可得到超越伸出时各控制原件的控制律：

(15)

(16)

4 联合仿真分析

笔者利用AMESim和MATLAB联合仿真平台进行仿真分析。

笔者在AMESim中完成了液压模型的搭建，在MATLAB中实现了所提的控制策略。在系统能效方面与较为节能的负载敏感系统进行了对比分析；在控制效果方面，分析了有无前馈对系统控制的影响。

仿真时模拟液压缸带动负载竖直升降动作，负载上升时，重力阻碍液压缸运动为阻抗伸出工况；负载下降时，重力协助液压缸运动为超越缩回工况。

位置跟踪指令为：xd=0.05sinπtm，压差指令为20 bar，右腔压力指令为15 bar。

泵阀协调控制系统的仿真参数如表2所示。

表2 泵阀协调控制系统仿真参数

4.1 与负载敏感系统对比分析

负载敏感系统和泵阀协调控制系统的两种节能系统对比分析，如图5所示。

图5 两种节能系统对比分析

从图5(a)中可以看出，两种系统跟踪误差在-0.004 m～0.006 m范围内变化,均可以较好地跟踪指令信号而且跟踪误差非常接近；

从图5(b)中可以看出，在阻抗伸出时，负载敏感系统控制泵输出的压力比左腔压力高20 bar，由于进出油口的联动节流，右腔的压力也控制在20 bar。所提的节能控制策略使用了进出口独立控制技术，因此，可以单独控制出油腔的压力15 bar，减少了系统的节流损失。在超越缩回工况下，负载敏感系统中进出油口仍然存在20 bar的压力损失。所提的节能控制策略调节进油阀阀口全开，泵只需输出15 bar的压力，避免产生气穴，减少了系统的节流损失；

从图5(c)中可以明显看出，无论是阻抗伸出工况还是超越缩回工况，泵阀协调控制系统中泵输出的压力始终低于负载敏感。

另外，两种系统中的能量均来自电机，因此，从电机功率曲线可以看出，泵阀协调系统的所需的能量低于负载敏感系统。

4.2 与反馈控制器对比分析

泵阀协调控制系统中压力控制器的对比分析如图6所示。

图6 压力控制器对比分析

由前文可知，在阻抗伸出时，泵需要控制泵输出的压力始终比进油腔高20 bar。从图6(a)中可以看出，加入流量前馈后，进油口的压差稳定可以在20 bar左右。由此可以说明，加入流量前馈，可以补偿阀口流量变化引起的压差波动。

由前文还可知，无论是阻抗伸出还是超越缩回，均需控制右腔的压力在15 bar。从图6(b)中可以看出，加入速度前馈后右腔的压力基本可以稳定在15 bar。同样由此可以说明，加入速度前馈，可以补偿作动器速度变化引起的压力波动。

5 结束语

针对阀控位置伺服系统能效低问题，笔者研究了阀控位置伺服系统的节能控制策略，提出了协调控制泵的转速和进出阀开口的节能控制策略，并且在建立泵阀协调控制系统数学模型的基础上，设计了前馈反馈控制器，用于实际的压力控制。

主要结论如下：

(1)与负载敏感系统相比，在阻抗模式下，泵阀协调控制系统可以控制出油腔压力在较低值，减少出油口节流损失；在超越模式下，泵阀协调控制系统可以直接控制进油腔的压力，泵只需输出较低的压力，避免进油腔产生气穴即可，减少了系统节流损失；

(2)与只有压力闭环反馈控制器相比，调节泵的转速实现负载敏感控制时，加入流量前馈，可以补偿阀口流量变化引起的压差波动；调节泵的转速或阀开口控制作动器一腔压力时，加入速度前馈，可以补偿作动器速度变化引起的压力波动。